JPH0359300B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御
装置の改良に関するものである。

従来技術 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設
けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側可
変プーリと、それら一対の可変プーリに巻き掛け
られて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の
可変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一
次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを
備えた車両用ベルト式無段変速機が知られてい
る。かかる無段変速機の速度比や伝動ベルトの張
力は、たとえば特公昭58−29424号に記載されて
いるように、油圧源からの作動油を油圧シリンダ
の一方へ供給すると同時に他方から流出させるこ
とにより速度比を変化させる変速制御弁（４方
弁）と、この変速制御弁から流出する作動油を調
圧する電磁リリーフ弁（調圧弁）とを備えた油圧
制御回路によつて制御されている。

かかる形成の無段変速機においては、両油圧シ
リンダのうち動力伝達状態において内部の油圧が
高くなる側（駆動力）に位置する油圧シリンダに
油圧源からの比較的高い作動油圧が作用させら
れ、反対側の油圧シリンダには調圧弁により調圧
された油圧が作用させられるため、動力伝達方向
が反対となつても好適に伝動ベルトの張力および
速度比が制御される特徴がある。

発明が解決すべき問題点 しかしながら、かかる従来の無段変速機におい
ては、変速制御弁を通じて低圧側油圧シリンダか
ら流出する作動油を調圧弁が調圧する際、複雑な
制御式が必要となつたり、或いは最適な油圧に正
確に制御できない欠点があつた。すなわち、前記
変速制御弁の出力油圧特性は、たとえば第４図に
示すように、変速制御弁が中立位置付近では、変
速制御弁を通じて低圧側油圧シリンダから流出す
る作動油が調圧弁によつて調圧された作動油圧
（図では第２ライン油圧Pl₂）と低圧側油圧シリン
ダ内の作動油圧（図ではP_io或いはP_put）との差圧
（図ではΔP₂）が生じるため、変速制御弁を通じ
て低圧側油圧シリンダから流出する作動油を最適
な油圧とするために調圧弁を駆動するための制御
式では、最適油圧（調圧値）を得るために所定の
関係式から算出された上記差圧をもつて補正する
ことが行われていた。この差圧を算出する式は極
めて複雑となるため、これを近似させた式が用い
られるが、差圧が正確には算出され得ず最適油圧
も正確ではなかつたのである。また、たとえ正確
に算出されたとしても、変速制御弁の固体差まで
は考慮され得ないため、この点においても最適油
圧に調圧することができなかつた。

問題点を解決するための手段 本発明は以上の事情を背景として為されたもの
であり、その要旨とするところは、一次側回転軸
および二次側回転軸にそれぞれ設けられた一対の
一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、そ
れら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝
達する伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有
効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダとを備えた車両用ベ
ルト式無段変速機の油圧制御装置であつて、(1)油
圧源から供給される作動油をエンジンの出力状態
に基づいて調圧し、第１ライン油圧とする第１調
圧弁と、(2)前記第１ライン油圧に調圧された作動
油を前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シ
リンダの一方に供給すると同時に、他方内の作動
油を流出させることにより、前記一次側可変プー
リおよび二次側可変プーリの有効径を変化させて
前記無段変速機の速度比を調節する変速制御弁
と、(3)その変速制御弁を通して前記一次側油圧シ
リンダおよび二次側油圧シリンダの他方から流出
する作動油の圧力をエンジンの出力状態に基づい
て調圧し、前記第１ライン油圧よりも低い第２ラ
イン油圧とする第２調圧弁と、(4)前記変速制御弁
を通して前記一次側油圧シリンダまたは二次側油
圧シリンダから流出する作動油を導く油路と、該
一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
少なくとも一方との間に設けられて、両者間の作
動油の流通を制限する絞り油路とを、含むことに
ある。

作用および発明の効果 このようにすれば、変速制御弁の出力油圧特性
において、変速制御弁の中立位置状態では前記絞
り油路の作用により出力油圧曲線が前記第２調圧
弁によつて調圧された第２ライン油圧値に近似さ
せられているので、変速制御弁が中立位置付近で
あつても、第２調圧弁によつて調圧された第２ラ
イン油圧と低圧側油圧シリンダ内油圧とが一致さ
せられて、本来的に前記差圧（第４図ではΔP₂）
が生じない。したがつて、前記差圧を算出するた
めの関係式が不要となるため、第２調圧弁の制御
式が簡単となるとともに、差圧の計算に起因する
最適値の精度低下が解消されて正確に制御するこ
とができるのである。

ここで、前記変速制御弁は、通常、シリンダボ
アが形成されたバルブボデーと、そのシリンダボ
ア内に摺動可能に嵌合されたスプール弁子とを備
えており、前記絞り油路は、好適には、その変速
制御弁のバルブボデー或いはスプール弁子に形成
される。また、上記絞り油路は、上記スプール弁
子とバルブボデーとの間に形成された間隙によつ
ても構成される。

また、前記絞り油路は、好適には、前記変速制
御弁を通して前記一次側油圧シリンダまたは二次
側油圧シリンダから流出する作動油を導く油路と
前記一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリン
ダとの間にそれぞれ設けられる。このようにすれ
ば、正トルク状態およびエンジンブレーキ状態の
両状態において本発明の効果を享受できる。

また、前記絞り油路は、前記変速制御弁を通し
て前記一次側油圧シリンダまたは二次側油圧シリ
ンダから流出する作動油を導く油路と前記二次側
油圧シリンダとの間に設けられた単一の油路とし
ても良い。このような場合には、正トルク状態に
おいて本発明の効果が得られ、エンジンブレーキ
状態においては得られないが、車両は正トルク状
態にて走行する場合が多いのでそれほど問題がな
いのである。

実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細
に説明する。

第１図において、車両に設けられたエンジン１
０の出力はクラツチ１２を介してベルト式無段変
速機１４の一次側回転軸１６へ伝達される。

ベルト式無段変速機１４は、一次側回転軸１６
および二次側回転軸１８と、それら一次側回転軸
１６および二次側回転軸１８に取りつけられた有
効径が可変な一次側可変プーリ２０および二次側
可変プーリ２２と、それら一次側可変プーリ２０
および二次側可変プーリ２２に巻き掛けられて動
力を伝達する伝動ベルト２４と、一次側可変プー
リ２０および二次側可変プーリ２２の有効径を変
更する一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧
シリンダ２８とを備えている。これら一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８は同
等の受圧面積となるように形成されており、上記
一次側可変プーリ２０および二次側可変プーリ２
２の外形が同等とされてベルト式無段変速機１４
が小型となつている。そして、上記一次側可変プ
ーリ２０および二次側可変プーリ２２は、一次側
回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ固
定された固定回転体３１および３２と、上記一次
側回転軸１６および二次側回転軸１８にそれぞれ
相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられて
前記固定回転体３１および３２との間にＶ溝を形
成する可動回転体３４および３６とから成る。

上記ベルト式無段変速機１４の二次側回転軸１
８からの出力は、図示しない副変速機、差動歯車
装置などを経て車両の駆動輪へ伝達されるように
なつている。

このように構成された車両の動力伝達装置を作
動させるための油圧制御回路は以下に説明するよ
うに構成される。すなわち、図示しない還流路を
経てオイルタンク３８に還流した作動油はストレ
ーナ４０および吸入油路４１を介してオイルポン
プ４２に吸引され、変速制御弁４４の入力ポート
４６および第１調圧弁４８と接続された第１ライ
ン油路５０へ圧送される。このオイルポンプ４２
は、本実施例の油圧源を構成し、図示しない駆動
軸を介して前記エンジン１０により駆動される。
第１調圧弁４８は、後述の第１駆動信号VD１に
したがつて第１ライン油路５０内の作動油の一部
を第２ライン油路５２へ流出させることにより第
１ライン油圧Pl₁を制御する。この第２ライン油
路５２は前記変速制御弁４４の第１排出ポート５
４および第２排出ポート５６と第２調圧弁５８と
にそれぞれ接続されている。この第２調圧弁５８
は、後述の第２駆動信号VD２にしたがつて第２
ライン油路５２内の作動油の一部をドレン油路６
０へ流出させることにより第１ライン油圧Pl₁よ
りも相対的に低い第２ライン油圧Pl₂を制御する。
上記第１調圧弁４８および第２調圧弁５８は、所
謂電磁比例リリーフ弁から構成されている。

前記変速制御弁４４は、所謂比例制御用電磁弁
であつて、前記入力ポート４６、第１排出ポート
５４および第２排出ポート５６、前記一次側油圧
シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８に接
続油路２９および３０を介してそれぞれ接続され
た一対の第１出力ポート６２および第２出力ポー
ト６４にそれぞれ連通するようにバルブボデー６
５に形成されたシリンダボア６６と、そのシリン
ダボア６６内に摺動可能に嵌合された１本のスプ
ール弁子６８と、このスプール弁子６８の流端部
から中立位置に向かつて付勢することによりその
スプール弁子６８を中立位置に保持する一対の第
１スプリング７０および第２スプリング７２と、
上記スプール弁子６８の両端部にそれぞれ設けら
れてスプール弁子６８を第２スプリング７２また
は第１スプリング７０の付勢力に抗して連続的に
移動させる第１電磁ソレノイド７４および第２電
磁ソレノイド７６とを備えている。上記スプール
弁子６８には４つのランド７８，８０，８２，８
４が一端から順次形成されているとともに、中間
部に位置する一対のランド８０および８２はスプ
ール弁子６８が中立位置にあるときスプール弁子
６８の軸方向において前記第１出力ポート６２お
よび第２出力ポート６４と同じ位置に形成されて
いる。また、シリンダボア６６の内周面であつ
て、スプール弁子６８が中立位置にあるとき一対
のランド８０および８２と対向する位置、すなわ
ち上記第１出力ポート６２および第２出力ポート
６４がシリンダボア６６の内周面に開口する位置
には、そのランド８０および８２よりも僅かに大
きい幅寸法の一対の第１環状溝８６および第２環
状溝８８が形成されている。この第１環状溝８６
および第２環状溝８８はランド８０および８２と
の間で作動油の流通を制御するために連続的に流
通断面積が変化する絞りを形成している。

これにより、スプール弁子６８が中立位置にあ
るときには、前記第１出力ポート６２および第２
出力ポート６４が前記入力ポート４６および排出
ポート５４，５６に僅かな流通面積で均等に連通
させられ、漏れを補充する程度の量の作動油が一
次側油圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ
２８に供給され、また、僅かな量の作動油が排出
ポート５４，５６から流出させられる。

しかし、スプール弁子６８が中立位置からその
一軸方向、たとえば第２電磁ソレノイド７６に接
近する方向（すなわち図の右方向）へ移動させら
れるに伴つて、第１出力ポート６２と第１排出ポ
ート５４との流通断面積が連続的に増加させられ
る一方、第２出力ポート６４と入力ポート４６と
の流通断面積が連続的に増加させられるので、第
１出力ポート６２から一次側油圧シリンダ２６へ
出力する作動油圧は、第２出力ポート６４から二
次側油圧シリンダ２８へ出力する作動油圧に比較
して低くなる。このため、ベルト式無段変速機１
４における一次側油圧シリンダ２６および二次側
油圧シリンダ２８の推力の平衡が崩れるので、二
次側油圧シリンダ２８内へ作動油が流入する一
方、一次側油圧シリンダ２６内の作動油が流出
し、ベルト式無段変速機１４の速度比ｅ（二次側
回転軸１８の回転速度N_put／一次側回転軸１６の
回転速度N_io）が小さくなる。

反対に、スプール弁子６８が中立位置から第１
電磁ソレノイド７４に接近する方向、すなわち図
の左方向へ移動させられるに伴つて、第１出力ポ
ート６２と入力ポート４６との流通断面積が連続
的に増加させられる一方、第２出力ポート６４と
第２排出ポート５６との流通断面積が増加させら
れるので、第１出力ポート６２から一次側油圧シ
リンダ２６へ出力する作動油圧は、第２出力ポー
ト６４から二次側油圧シリンダ２８へ出力する作
動油圧に比例して高くなる。このため、ベルト式
無段変速機１４における一次側油圧シリンダ２６
および二次側油圧シリンダ２８の推力の平衡が崩
れるので、二次側油圧シリンダ２８内の作動油が
流出する一方、一次側油圧シリンダ２６内へ作動
油が流入し、ベルト式無段変速機１４の速度比ｅ
が大きくなる。このように、上記変速制御弁４４
は、油圧シリンダ２６および２８の一方へ高圧の
作動油を供給し他方へ低圧の作動油を供給する切
り換え弁機能と、連続的に作動油の流量を調節す
る流量制御弁機能とを併用しているのである。

そして、本実施例では、第２ライン油路５２と
一次側油圧シリンダ２６（接続油路２９）との間
に、作動油の流通を制限する絞り１１０を備えた
絞り油路１１２が接続されており、また、第２ラ
イン油路５２と二次側油圧シリンダ２８（接続油
路３０）との間にも、作動油の流通を制限する絞
り１１４を備えた絞り油路１１６が接続されてい
る。

これにより、それら絞り油路１１２または絞り
油路１１６を通して高圧側（駆動側）の油圧シリ
ンダ２６または２８から第２ライン油路５２へ作
動油が流されるので、第３図に示すように、変速
制御弁４４の出力油圧（一次側油圧シリンダ２６
の油圧P_ioおよび二次側油圧シリンダ２８の油圧
P_put）がスプール弁子６８の中立位置において第
２ライン油圧Pl₂と近接させられている。第４図
はこのような絞り油路１１２および１１６が設け
られない状態の変速制御弁４４の出力油圧特性を
示すものであり、第４図の油圧曲線P_ioおよび油
圧曲線P_putが、第３図に示すように、第１ライン
油路５０から作動油が供給されない側において、
絞り油路１１２および１１６内を通じた作動油の
僅かな流通によつて全般的に下降させられるので
ある。上記絞り１１０および１１４はこのような
作用が得られ且つ、作動油の損失が大きくならな
いように、必要かつ充分にその流通面積が設定さ
れているのである。。したがつて、第３図に示す
ように、低圧側（従動側）の油圧シリンダ２６ま
たは２８内の油圧P_ioまたはP_putが第２ライン油圧
Pl₂と略一致させられるようになつている。。これ
により、第２ライン油圧Pl₂と従動側の油圧シリ
ンダ内の油圧との間に差圧（第４図のΔP₂）が殆
んど生じないようにされている。

車両のベルト式無段変速機１４には、一次側回
転軸１６の回転速度N_ioを検出するための第１回
転センサ９０、および二次側回転軸１８の回転速
度N_putを検出するための第２回転センサ９２が設
けられており、それら第１回転センサ９０および
第２回転センサ９２からは回転速度N_ioを表す回
転信号SR１および回転速度N_putを表す回転信号
SR２がコントローラ９４へ出力される。また、
車両のエンジン１０には、その吸気配管に設けら
れたスロツトル弁開度θ_thを検出するためのスロ
ツトルセンサ９６と、エンジン回転速度Neを検
出するためのエンジン回転センサ９８が設けられ
ており、それらスロツトルセンサ９６およびエン
ジン回転センサ９８からはスロツトル弁開度θ_th
を表すスロツトル信号Sθおよびエンジン回転速
度Neを表す回転信号SEがコントローラ９４へ出
力される。

上記コントローラ９４は、CPU１０２、ROM
１０４、RAM１０６などを含む所謂マイクロコ
ンピユータであつて、本実施例の制御手段を構成
する。上記CPU１０２は、RAM１０６の記憶機
能を利用しつつ予めROM１０４に記憶されたプ
ログラムにしたがつて入力信号を処理し、第１ラ
イン油圧および第２ライン油圧を制御するために
第１調圧弁４８および第２調圧弁５８へ第１駆動
信号VD１および第２駆動信号VD２をそれぞれ
供給すると同時に、速度比ｅを制御するために第
１電磁ソレノイド７４および第２電磁ソレノイド
７６を駆動するための速度比信号RA１および
RA２をそれらに供給する。

以下、本実施例の作動を第２図のフローチヤー
トにしたがつて説明する。

先ず、ステツプS1が実行されることにより、
一次側回転軸１６の回転速度N_io、二次側回転軸
１８の回転速度N_put、スロツトル弁開度θ_th、エン
ジン回転速度Neが回転信号SR１およびSR２、
スロツトル信号Sθ、回転信号SEに基づいてRAM
１０６に読み込まれる。次いで、ステツプS2で
は予めROM１０４に記憶された次式(1)にしたが
つて速度比ｅが上記回転速度N_ioおよびN_putから
算出される。

ｅ＝N_put／N_io …(1) また、ステツプS3では、ROM１０４に記憶さ
れた関係からスロツトル弁開度θ_thなどに基づい
て目標回転速度N_io ^*を決定し、且つ上記(1)式から
その目標回転速度N_io ^*と実際の回転速度N_putから
目標速度比e^*を算出する。上記目標回転速度N_io ^*
を決定するための関係は、たとえば第５図に示す
ものであつて、第６図に示す最小燃費率曲線上で
エンジン１０が専ら作動するように予め求められ
たものである。続くステツプS4では、予めROM
１０４に記憶された次式(2)にしたがつて速度比制
御値V₀が算出される。後述のステツプS14におい
ては、この速度比制御値V₀が正である場合には
スプール弁子６８が左方向へ移動させられて二次
側回転軸１８の回転速度N_putが増加するように前
記速度比信号RA２が出力され、負である場合に
はスプール弁子６８が右方向へ移動させられて一
次側回転軸１６の回転速度N_ioが増加するように
前記速度比信号RA１が出力される。また、速度
比制御値V₀の大きさは速度比信号RA１または速
度比信号RA２の大きさ、すなわちスプール弁子
６８の移動量に対応する。したがつて、次式(2)か
ら明らかなように、上記速度比制御値V₀は実際
の速度比ｅと目標速度比e^*とを一致させるように
決定されるのである。なお、(2)式のｋは制御定数
である。

V₀＝ｋ（e^*−ｅ）／ｅ …(2) そして、ステツプS5では、予めROM１０４に
記憶された良く知られた関係からスロツトル弁開
度θ_thおよびエンジン回転速度Neに基づいてエン
ジン１０の実際の出力トルクTeが決定されると
ともに、ステツプS6ではエンジン１０の実際の
出力トルクTeが正であるか否か、すなわちエン
ジン１０から動力が出力されている正トルク状態
かあるいはエンジンブレーキ状態であるかが判断
されるのである。このような判断が必要な理由
は、正トルク状態とエンジンブレーキ状態とで動
力伝達方向が異なるため油圧シリンダの速度比ｅ
に対する油圧変化特性が変化するからである。た
とえば、第７図および第８図は正トルク状態およ
びエンジンブレーキ状態における一次側油圧シリ
ンダ２６内の油圧P_ioおよび二次側油圧シリンダ
２８内の油圧P_putの油圧変化特性をそれぞれ示し
ており、油圧P_ioと油圧P_putとの大小関係が反対と
なり、いづれも駆動側の油圧が従動側の油圧より
も大きくなつている。この現象は本来は一次側油
圧シリンダ２６および二次側油圧シリンダ２８の
推力相互間にて論じられるものであるが、本実施
例では一次側油圧シリンダ２６および二次側油圧
シリンダ２８の受圧面積が同等であるので、油圧
の大小関係にそのまま現れているのである。

ステツプS6において出力トルクTeが正である
と判断された場合には、ステツプS7が実行され
ることにより、伝動ベルト２４に対する挟圧力を
必要かつ充分に発生させるための二次側油圧シリ
ンダ２８内の油圧（目標油圧）P_put′が得られる
ように第２ライン油圧制御値V₂が決定される。
すなわち、先ず、予めROM１０４に記憶された
次式(3)の関係からエンジン１０の実際の出力トル
クTe、実際の速度比ｅに基づいて最適な二次側
油圧シリンダ２８の推力W_put′を算出する。また、
次式(4)にかかる上記推力W_put′、二次側油圧シリ
ンダ２８の受圧面積A_put、二次側回転軸１８の回
転速度N_putに基づいて油圧（算出値）P_put′（本実
施例では絞り油路１１２，１１６により第２ライ
ン油圧Pl₂と同等の油圧とされている）を算出す
るとともに、予めROM１０４に記憶された次式
(5)の関係から上記算出された油圧Pl₂（＝P_put′）
が得られるように第２ライン油圧制御値V₂を決
定する。

W_put′＝ｆ（Te，ｅ） …(3) P_put′＝W_put／A_put−C₂N_put ² …(4) V₂＝ｆ（P_put′） …(5) 上記(3)式は伝動ベルト２４の張力、すなわち伝
動ベルト２４に対する挟圧力を必要かつ充分な値
とするために予め求められたものであり、推力
W_put′は出力トルクTeおよび速度比ｅの商ととも
に比例的に増加させられる。また、(4)式の関係に
おいて、第２項は回転速度N_putとともに増大する
遠心油圧を第１項から差し引いて油圧P_put′を補
正するためのものである。第２項のC₂は遠心補
正係数であり、二次側油圧シリンダ２８の諸元お
よび作動油の比重から予め決定される。

また、上記(5)式では、算出された第２ライン油
圧Pl₂が得られるように予め第２調圧弁５８の特
性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用い
られることにより、第２ライン油圧制御値V₂が
求められる。

ここで、前記一方向バイパス油路１１２，１１
６が設けられておらず、第２ライン油圧Pl₂と
P_putとの間に偏差ΔP₂が形成される第４図の場合
には、上記(4)式に加えて、上記偏差ΔP₂を算出す
るための式(6)、その偏差ΔP₂を差し引くことによ
り最適な第２ライン油圧Pl₂を算出する式(7)、お
よびその第２ライン油圧Pl₂から第２ライン油圧
制御値V₂を決定するための式(8)が用いられる必
要があつたので、このような場合に比較して本実
施例では制御式が大幅に簡単となるのである。

ΔP₂＝ｆ（ｅ，e^*，Te） …(6) Pl₂＝P_put′−ΔP₂ …(7) V₂＝ｆ（Pl₂） …(8) 続くステツプS8においては、目標とする速度
比を実現できる推力を必要かつ充分に発生させる
ための一次側油圧シリンダ２６内の油圧（目標油
圧）P_io′が得られるように、第１ライン油圧制御
値V₁が決定される。すなわち、先ず、予めROM
１０４に記憶された次式(9)に示す関係から目標速
度比e^*およびエンジン１０の実際の出力トルク
Teに基づいて正駆動時の推力比γ₊（二次側油圧シ
リンダ２８の推力W_put／一次側油圧シリンダ２６
の推力W_io）が算出されるとともに、次式(10)から
上記推力比γ₊および二次側油圧シリンダ２８の
推力W_put′から一次側油圧シリンダ２６の推力
W_io′が求められる。そして、次式(11)から一次側
油圧シリンダ２６の推力W_io′、一次側油圧シリ
ンダ２６の受圧面積A_io、一次側回転軸１６の回
転速度N_ioに基づいて油圧（算出値）P_io′を算出
するとともに、次式(12)から上記油圧P_io′および補
正油圧ΔP₁に基づいて一次側ライン油圧Pl₁を算
出し、そして、その算出された油圧Pl₁が得られ
るように（13）式から第１ライン油圧制御値V₁
を決定する。

γ₊＝ｆ（e^*，Te） …(9) W_io′＝W_put′／γ₊ …(10) P_io′＝W_io′／A_io−C₁N_io ² …(11) Pl₁＝P_io′＋ΔP₁ …(12) V₁＝ｆ（Pl₁） …（13） ここで、上記(9)式は広範な運転条件範囲全域に
わたつて好適な変速応答性を得るに足る必要かつ
充分な推力比γ₊を決定できるように予め求めた
関係を示すものであつて、この関係から目標速度
比e^*および実際の出力トルクTeと関連して決定
された推力比γ₊が得られるように、第１ライン
油圧を制御するのである。また、上記(11)式の関係
において、第２項は回転速度N_ioとともに増加す
る遠心油圧を第１項から差し引いて補正するもの
であり、第２項のC₁は一次側油圧シリンダ２６
の諸元および作動油の比重から予め決定される。
さらに、上記(12)式は、(11)式により求められた油圧
P_io′に補正油圧ΔP₁を加えることにより第１ライ
ン油圧Pl₁が決定されるが、この補正油圧ΔP₁は
互いに相反する動力損失および定常偏差Δe（ΔV₀
に対応）の均衡点において決定される。そして、
前記（13）式において、算出された第１ライン油
圧Pl₁が得られるように予め第１調圧弁４８の特
性を考慮して記憶されたデータマツプなどが用い
られることにより第１ライン油圧制御値V₁が求
められる。

一方、前記ステツプS6において車両がエンジ
ンブレーキ状態であると判断された場合には、ベ
ルト式無段変速機１４における動力伝達方向が逆
となるので、前記ステツプS7およびS8と略同様
なステツプS9およびS10が実行されることによ
り、従動側となる一次側油圧シリンダ２６内に必
要な油圧P_io′から第２ライン油圧制御値V₂を決定
し、二次側油圧シリンダ２８内に必要な油圧
P_put′から第１ライン油圧制御値V₁を決定する。
すなわち、ステツプS9においては、予め記憶さ
れた次式（14）に示す関係から出力トルクTe、
速度比ｅに基づいて最適な一次側油圧シリンダ２
６の推力W_io′が算出されるとともに、次式（15）
から一次側油圧シリンダ２６に供給すべき油圧
P_io′が算出され、そして次式（16）から上記油圧
P_io′に基づいて第２ライン油圧制御値V₂が決定さ
れる。また、ステツプS10においては、次式
（17）から目標速度比e^*、出力トルクTeに基づい
て推力比γ_-を算出するとともに、次式（18）か
ら上記推力比γ_-を得るための二次側油圧シリン
ダ２８の推力W_put′を推力比γ_-および一次側油圧
シリンダ２６の推力W_io′に基づいて求めるとと
もに、（19）式から二次側油圧シリンダ２８内に
必要な油圧P_put′を求め、さらに次式（20）から
上記油圧P_put′および補正油圧ΔP₁に基づいて第１
ライン油圧Pl₁を決定し、前記（13）式からその
第１ライン油圧Pl₁を得るための第１ライン油圧
制御値V₁を決定する。ここで、上記のように、
第２ライン油圧制御値V₂および第１ライン油圧
制御値V₁は、それぞれエンジン１０の出力トル
クの関数であるから、第２ライン油圧Pl₂および
第１ライン油圧Pl₁は、エンジンの出力状態に基
づいて調圧されているということができる。

W_io′＝ｆ（Te，ｅ） …（14） P_io′＝W_io′／A_io−C₁N_io ² …（15） V₂＝ｆ（P_io′） …（16） γ_-＝ｆ（e^*，Te） …（17） W_put′＝γ_-・W_io′ …（18） P_put′＝W_put′／A_put−C₂N_put ² …（19） Pl₁＝P_put′＋ΔP₁ …（20） このようにして、第２ライン油圧制御値V₂お
よび第１ライン油圧制御値V₁が決定されると、
次のステツプS11が実行されて目標速度比e^*と実
際の速度比ｅとの偏差Δeが正であるか否かが判
断され、正であればステツプS12において次式
（21）および（22）から上記第１ライン油圧制御
値V₁および第２ライン油圧制御値V₂が補正され
る。また、負であればステツプS13において次式
（23）および（24）から上記第１ライン油圧制御
値V₁および第２ライン油圧制御値V₂が補正され
る。

V₁＝V₁＋k₁（e^*−ｅ）／ｅ …（21） V₂＝V₂−k₂（e^*−ｅ）／ｅ …（22） V₁＝V₁＋k₃（ｅ−e^*）／ｅ …（23） V₂＝V₂−k₄（ｅ−e^*）／ｅ …（24） 但し、k₁、k₂、k₃、k₄はそれぞれ比例定数であ
る。

上式から明らかなように、ステツプS12および
S13は偏差｜Δe｜の増加とともに第１ライン油圧
Pl₁と第２ライン油圧Pl₂との差を拡大してベルト
式無段変速機１４の速度比変化速度を高くするた
めのものである。すなわち、たとえば正トルク状
態では、第１ライン油圧Pl₁は一次側油圧シリン
ダ２６内の油圧P_io（高圧側の油圧シリンダ内油
圧：エンジンブレーキ状態ではP_put）に対して補
正油圧（余裕油圧）ΔP₁分だけ高くされている
が、動力損失の面からあまり高くできず速度比変
化速度の点で充分でない場合がある。しかし、本
実施例では偏差｜Δe｜が大きくなる過渡状態に
おいてPl₁とPl₂との差を拡大することにより速度
比変化速度を一層高められるので、極めて好適な
変速応答性が得られるのである。

ここで、上式（21）、（22）、（23）、（24）におい
て比例定数は変速応答性を変えるためのものであ
つて、一般的には減速変速が増速変速に比較して
速い方が走行感覚が好ましいので、k₁＜k₃、k₂＜
k₄となるように決定されている。第９図は上式
（21）、（22）、（23）、（24）を適用して制御した場
合における、正トルク状態（P_io＞P_put）の速度比
変化時の各油圧値の時間的変化特性を示すもので
ある。図から明らかなように、前記変速制御弁４
４のスプール弁子６８の作動により増速変速（速
度比増加）時には過渡時に一次側油圧シリンダ２
６内の油圧P_ioが高められると同時に二次側油圧
シリンダ２８内の油圧P_putが低められる一方、減
速変速（速度比減少）時には過渡的に一次側油圧
シリンダ２６内の油圧P_ioが低められると同時に
二次側油圧シリンダ２８内の油圧P_putが高められ
る。これにより感渡状態において大きな推力差が
両油圧シリンダ２６および２８において生じるの
で、速度比制御における好適な変速応答性が得ら
れるのである。

一連のステツプ内の最後のステツプS14では、
それ以前のステツプにおいて決定された速度比制
御値V₀、第１ライン油圧制御値V₁、第２ライン
油圧制御値V₂が出力される。これにより、前記
第７図、第８図、および第９図に示すように、速
度比ｅ、第１ライン油圧Pl₁、第２ライン油圧Pl₂
が制御される。

上述のように、本実施例によれば、絞り油路１
１２，１１６による作動油の流通作用によつて、
変速制御弁４４の出力油圧曲線P_io、P_putがスプー
ル弁子６８の中立位置においてほぼ第２ライン油
圧と近接させられているため、変速制御弁４４が
その中立位置付近でも、第２調圧弁５８によつて
調圧された第２ライン油圧Pl₂と低圧側油圧シリ
ンダ内の油圧P_ioまたはP_putとが一致させられるの
で、本来的に前記差圧（第４図でのΔP₂）が生じ
ない。したがつて、その差圧ΔP₂を算出するため
の関係式が不要となるため、第２調圧弁５８の制
御式が簡単となるとともに、差圧ΔP₂の計算に起
因する最適値の精度低下が解消されて正確に制御
することができるのである。

また、上記のように制御式が簡単となる結果、
上記偏差ΔP₂を算出するためのデータマツプ、演
算式、および偏差ΔP₂をもつて目標値を補正する
演算などが不要となるのである。

因に、従来の変速制御弁４４の出力油圧特性
は、たとえば第４図に示すように、スプール弁子
６８が中立位置付近では、変速制御弁４４を通じ
て低圧側油圧シリンダから流出する作動油が第２
調圧弁５８によつて調圧された第２ライン油圧
（Pl₂）と低圧側油圧シリンダ内の作動油圧（P_io
或いはP_put）との差圧ΔP₂が生じるため、変速制
御弁４４を通じて油圧シリンダから流出する作動
油を最適な油圧とするために第２調圧弁５８を駆
動するための前記制御式(6)、(7)、(8)では、最適油
圧（調圧値）を得るために前記の関係式(6)から算
出された上記差圧ΔP₂をもつて補正することが行
われていた。この差圧を算出する式(6)は極めて複
雑となるため、これに近似させた式が用いられる
が、差圧が正確には算出され得ず最適油圧も正確
ではなかつたのである。また、たとえ正確に算出
されたとしても、変速制御弁４４の固体差までは
考慮され得ないため、この点においても最適油圧
に調圧することができなかつたのである。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、
以下の説明において同一の機能を備えたものには
同一の符号を付して説明を省略する。

第１０図には、ベルト式無段変速機１４の油圧
制御回路において第１調圧弁４８および第２調圧
弁５８の接続位置が異なる実施例が示されてい
る。すなわち、第１調圧弁４８を通して第１ライ
ン油路５０から流出させられた作動油はドレン油
路１２６を介して直接的にオイルポンプ４２の吸
入側に戻される一方、オイルポンプ４２から吐出
された作動油は絞り１２７を備えた油路１２８を
通して第２ライン油路５２へも供給される。この
油路１２８は第２調圧弁５８の調圧作動に必要な
油量を確保するとともに、第１ライン油圧Pl₁お
よび第２ライン油圧Pl₂の差圧を確実に形成させ
るためのものである。そして、第２調圧弁５８
は、上記油路１２８を通して供給された作動油、
および変速制御弁４４の第１排出ポート５４およ
び第２排出ポート５６から流出する作動油の圧力
を調圧する。そして、絞り１１４を備えた絞り油
路１１６のみが第２ライン油路５２と接続油路３
０との間に設けられている。

本実施例によれば、変速制御弁４４の出力油圧
特性は第１１図に示すようになり二次側油圧シリ
ンダ２８内油圧P_putが全体的に低下させられて緩
やかな曲線とされ且つその油圧P_putがスプール弁
子６８の中立点近傍において第２ライン油圧Pl₂
に一致させられている。このため制御値V₀が負
となる場合（エンジンブレーキ状態）には低圧側
油圧シリンダ内の油圧と第２ライン油圧Pl₂との
偏差が大きくなるが、正となる場合（正トルク状
態）には前述の実施例と同様に極めて小さくなる
ので、このような制御偏差が車両の正トルク走行
状態で前述の実施例よりも小さくなる効果が得ら
れる。

また、第１２図には、電磁比例リリーフ弁にて
構成された前記第１調圧弁４８および第２調圧弁
５８に替えて、油圧により制御される形式の第１
調圧弁１３０および第２調圧弁１３２を備えた例
が示されている。

すなわち、図示しないスロツトル弁の開度を検
知するためのスロツトル弁開度検知弁１３４は、
該スロツトル弁とともに回動するカム１３６によ
り押し込まれるプランジヤ１３８と、入力ポート
１４０と出力ポート１４２との間を開閉するスプ
ール弁子１４４と、そのスプール弁子１４４を閉
弁方向へ付勢するスプリング１４６と、プランジ
ヤ１３８とスプール弁子１４４との間に介挿され
てスプール弁子１４４をスロツトル弁開度に対応
して開弁方向へ付勢するスプリング１４８とを備
えている。上記スプール弁子１４４は、スプリン
グ１４８を介して伝達される開弁方向の付勢力
と、スプリング１４６の閉弁方向の付勢力および
フイードバツク圧（P_th）による閉弁方向の推力
とが平衡する位置に移動し、スロツトル弁開度に
対応して増大するスロツトル圧信号P_thを出力ポ
ート１４２から第１調圧弁１３０および第２調圧
弁１３２へ出力する。

速度比検知弁１５０は、絞り１５２を介して第
１ライン油路５０と接続されたポート１５４と、
前記可動回転体３４または３６に摺接してそれと
ともに軸方向へ移動するロツド１５６と、軸方向
の移動とともにポート１５４とドレンとの間の流
通断面積を変化させるスプール弁子１５８と、こ
のスプール弁子１５８とロツド１５６との間に介
挿されてロツド１５６の移動位置に対応した大き
さの付勢力をスプール弁子１５８に付与すること
により上記ポート１５４へ供給された作動油のド
レンへの流出量を変化させるスプリング１６０と
を備え、ベルト式無段変速機１４の速度比の増大
にともなつて増加する速度比圧信号Pe第１調圧
弁１３０および第２調圧弁１３２へ出力する。な
お、図において速度比検知１５０は、その中心線
に対して上側および下側はロツド１５６の異なる
作動位置の２状態をそれぞれ示している。

第１調圧弁１３０は、第１ライン油路５０と第
２ライン油路５２との間に設けられて第１ライン
油路５０中の作動油の一部を第２ライン油路５２
へ流出させることにより第１ライン油圧Pl₁を調
圧するものであつて、第１ライン油路５０に連通
する入力ポート１６１と第２ライン油路５２に連
通する出力ポート１６２との間を開閉するスプー
ル弁子１６４と、そのスプール弁子１６４を閉弁
方向へ付勢するスプリング１６６と、前記スロツ
トル圧信号P_thを受けて上記スプール弁子１６４
にその閉弁方向の推力を伝達するプランジヤ１６
８とを備えている。上記スプール弁子１６４は、
前記速度比圧信号Peおよび第１ライン油圧Pl₁を
受ける一対の受圧面１７０および１７２を備えて
おり、その受圧面１７０および１７２に作用する
速度比圧信号Peおよび第１ライン油圧Pl₁に基づ
く開弁方向の推力と、前記スプリング１６６の閉
弁方向の付勢力および前記プランジヤ１６８から
伝達される閉弁方向の推力とが平衡する位置に移
動させられる。したがつて、速度比圧信号Peが
増加するほど第１ライン油圧Pl₁が低下させられ、
スロツトル圧信号P_thが増加するほど第１ライン
油圧Pl₁が上昇させられる。これにより、第１ラ
イン油圧Pl₁が、車両の要求出力（スロツトル弁
開度）およびベルト式無段変速機１４の実際の速
度比ｅに基づいて、目標とする速度比を円滑に得
る推力が得られるように必要かつ充分な値に制御
される。前記受圧面１７０および１７２の受圧面
積、スプリング１６６の付勢力、プランジヤ１６
８の受圧面積はそのように設定されているのであ
る。

第２調圧弁１３２は、第２ライン油路５２とド
レン油路６０との間に設けられて第２ライン油路
５２中の作動油の一部をドレン油路６０へ流出さ
せることにより第２ライン油圧Pl₂を調圧するも
のであつて、第２ライン油路５２に連通する入力
ポート１７４とドレン油路６０に連通する出力ポ
ート１７６との間を開閉するスプール弁子１７８
と、そのスプール弁子１７８を閉方向へ付勢する
スプリング１８０と、前記スロツトル圧信号P_th
を受けて上記スプール弁子１７８にその閉弁方向
の推力を伝達するプランジヤ１８２とを備えてい
る。上記スプール弁子１７８は、前記速度比圧信
号Peおよび第２ライン油圧Pl₂を受ける一対の受
圧面１８４および１８６を備えており、その受圧
面１８４および１８６に作用する速度比圧信号
Peおよび第２ライン油圧Pl₂に基づく開弁方向の
推力と、前記スプリング１８０の閉弁方向の付勢
力および前記プランジヤ１８２から伝達される閉
弁方向の推力とが平衡する位置に移動させられ
る。したがつて、速度比圧信号Peが増加するほ
ど第２ライン油圧Pl₂が低下させられ、スロツト
ル圧信号P_thが増加するほど第２ライン油圧Pl₂が
上昇させられる。これにより、第２ライン油圧
Pl₂が、車両の要求出力（スロツトル弁開度）お
よびベルト式無段変速機１４の実際の速度比ｅに
基づいて、伝動ベルト２４に滑りを生じさせない
ための挟圧力を付与するための張力が得られるよ
うに必要かつ充分な値に制御される。前記受圧面
１８４および１８６の受圧面積、スプリング１８
０の付勢力、プランジヤ１８２の受圧面積はその
ように設定されているのである。なお、１８８は
リリーフ弁である。

そして、第２ライン油路５２と接続油路２９と
の間には、絞り１１０を備えた絞り油路１１２が
設けられており、また、第２ライン油路５２と接
続油路３０との間には、絞り１１４を備えた絞り
油路１１６が設けられている。

本実施例においても、絞り油路１１２および絞
り油路１１６が設けられる結果、変速制御弁４４
の出力特性が第３図に示す如く得られるので、第
２制御弁１３２を簡単な油圧回路によつて制御す
ることにより、従動側の油圧シリンダ内の油圧
P_ioまたはP_putを最適値に正確に制御することがで
きる。

また、前記絞り油路１１２および絞り油路１１
６に替えて、第１３図に示す絞り油路１１８およ
び１２０、第１４図に示す絞り油路１２２および
１２４、および第１５図に示す絞り油路１２６を
用いることができる。第１３図に示す絞り油路１
１８および１２０は、スプール弁子６８のランド
８０および８２を通して形成されており、それら
が小径であるためそれ自体が絞りを兼ねている。
第１４図に示す絞り油路１２２および１２４は、
シリンダボア６６の内周面においてバルブボデー
６５を通して形成されている。また、第１５図に
示す絞り油路１２６は、スプール弁子６８とシリ
ンダボア６６とが遊び嵌合されることによりラン
ド８０および８２とバルブボデー６５との間に形
成される隙間から構成されている。

また、前述の絞り油路１１２および絞り油路１
１６は、絞り１１０および１１４をそれぞれ備え
ているが、それ自体流通抵抗を与え得る程小径で
あれば絞り１１０および１１４ががなくてもよい
のである。

なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施
例であり、本発明はその精神を逸脱しない範囲で
種々変更が加えられ得るものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例の構成を示す図であ
る。第２図は第１図の実施例の作動を説明するた
めのフローチヤートである。第３図は第１図の変
速制御弁の出力油圧特性を示す図であり、第４図
は絞り油路が設けられていない場合の従来の変速
制御弁の出力油圧特性を示す図である。第５図は
第２図のフローチヤートの作動の説明に用いられ
る関係を示す図である。第６図は第１図のエンジ
ンの最小燃費率曲線を示す図である。第７図およ
び第８図は第１図の実施例において速度比に対す
る各部の油圧の変化特性をそれぞれ示す図であ
り、第７図は正トルク状態を、第８図はエンジン
ブレーキ状態を示している。第９図は第１図の実
施例の過渡状態における各部の油圧変化特性を示
す図である。第１０図は本発明の他の実施例にお
ける要部を示す図であり、第１１図はこの実施例
における変速制御弁の出力油圧特性を示す図であ
る。第１２図は本発明の他の実施例の要部を示す
図である。第１３図、第１４図、および第１５図
は、本発明の他の実施例の要部をそれぞれ示す図
である。 １４：ベルト式無段変速機、１６：一次側回転
軸、１８：二次側回転軸、２０：一次側可変プー
リ、２２：二次側可変プーリ、２４：伝動ベル
ト、２６：一次側油圧シリンダ、２８：二次側油
圧シリンダ、４４：変速制御弁、５８，１３２：
第２調圧弁（調圧弁）、１１２，１１６，１１８，
１２０，１２２，１２４，１２６：絞り油路。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ
   設けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側
   可変プーリと、該一対の可変プーリに巻き掛けら
   れて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可
   変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次
   側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを備
   えた車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置で
   あつて、 油圧源から供給される作動油をエンジンの出力
   状態に基づいて調圧し、第１ライン油圧とする第
   １調圧弁と、 前記第１ライン油圧に調圧された作動油を前記
   一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの
   一方に供給すると同時に、他方内の作動油を流出
   させることにより、前記一次側可変プーリおよび
   二次側可変プーリの有効径を変化させて前記無段
   変速機の速度比を調節する変速制御弁と、 該変速制御弁を通して前記一次側油圧シリンダ
   および二次側油圧シリンダの他方から流出する作
   動油の圧力をエンジンの出力状態に基づいて調圧
   し、前記第１ライン油圧よりも低い第２ライン油
   圧とする第２調圧弁と、 前記変速制御弁を通して前記一次側油圧シリン
   ダまたは二次側油圧シリンダから流出する作動油
   を導く油路と、該一次側油圧シリンダおよび二次
   側油圧シリンダの少なくとも一方との間に設けら
   れて、両者間の作動油の流通を制限する絞り油路
   と、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速
   機の油圧制御装置。 ２ 前記変速制御弁は、シリンダボアが形成され
   たバルブボデーと、該シリンダボア内に摺動可能
   に嵌合されたスプール弁子とを備えたものであ
   り、前記絞り油路は、該バルブボデーに形成され
   たものである特許請求の範囲第１項に記載の車両
   用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 ３ 前記変速制御弁は、シリンダボアが形成され
   たバルブボデーと、該シリンダボア内に摺動可能
   に嵌合されたスプール弁子とを備えたものであ
   り、前記絞り油路は、該スプール弁子に形成され
   たものである特許請求の範囲第１項に記載の車両
   用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 ４ 前記変速制御弁は、シリンダボアが形成され
   たバルブボデーと、該シリンダボア内に摺動可能
   に嵌合されたスプール弁子とを備えたものであ
   り、前記絞り油路は、該スプール弁子と該バルブ
   ボデーとの間に形成された間〓により構成された
   ものである特許請求の範囲第１項に記載の車両用
   ベルト式無段変速機の油圧制御装置。